（动力机械及工程专业论文）宽频大消声量排气消声器设计方法研究.pdf

西南交通大学硕士研究生学位论文第1 页 摘要 一些大型固定式内燃机在工作时会产生很大的排气噪声，人长时间在这种噪声作用 下，会对人体产生危害，为控制该类排气噪声，需配备宽频大消声量的排气消声器。由 于目前宽频大消声量的消声器设计还没有直接成熟的理论，要想设计出一个性能最佳的 消声器，必须通过反复计算和试验才能满足要求，整个设计过程相当复杂。因此有必要 提出一种宽频大消声量消声器的设计方法，保证在设计出消声效果最佳的消声器同时， 最大化地缩短产品设计周期。 本文的研究是结合为某消声器生产厂家设计消声器的课题进行的。本文首先根据厂 家提供的排气噪声数据，采用传统经验公式设计方法，设计了一个宽频大消声量的排气 消声器，成功把排气噪声控制在相关标准的限值之内，解决了排气噪声中基频低、多谐 次、幅值大的低频噪声的消声问题。 其次，以声学软件s y s n o i s e 为平台对消声器进行数值仿真研究。通过定义阻尼传 递矩阵的方法来模拟穿孔管消声器的声学性能，大大减小了穿孔管消声器模型的复杂性； 通过研究穿孔率、结构尺寸以及温度对穿孔管消声器声学特性的影响，以及两腔之间的 相互影响对两个共振式穿孔管消声器串联时的声学特性的影响，对于穿孔管消声器的设 计具有一定的指导意义。 再次，针对新消声器低频消声特性的不足，采用传递矩阵法对新消声器进行参数优 化，并用有限元仿真方法进行了验证，优化后消声器的低频消声特性得到了进一步的提 高，从而说明了通过传递矩阵法可用于宽频大消声量消声器的低频消声性能的参数优化。 最后，通过对消声器的设计到优化过程的总结，提出利用传统经验公式计算消声器 参数、采用传递矩阵法进行声学性能的预测和参数优化、最后通过有限元仿真进行校验 的宽频大消声量消声器的设计方法，具有一定工程应用价值。 关键词：宽频大消声量；数值仿真；传递矩阵；设计方法 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 i 页 a b s t r a c t s o m el a r g ei i l t e m a l - c o m b u s t i o ne n g i n e sp r o d u c cl 鹕e 以h u s tn o i s e sw h e nt 1 1 e ya 陀 n m n i n g ，w o r k i n gi i ls u c he i l v i r o m n e n t 、i nd 0h 锄t oh 啪a nh e a j 也t 1 0c o n t r o l l e s el d n d so f n o i s e s ，、析d e b 趾dl 锄g e i s ee l h i n a t i o nq 啪t i t ) re x h a u s tm u m e ri sn d e d s 洫恤r ei sn o m a n l r e dt l l e 0 d ro nd e s i g n i i l gs u c hl 【i n do fi n u m e 璐，t 0d e s i 印am u m e ro fu l t i m a t e p e 而m l 锄c e 他q u i 陀sr e p e 砷e dc a l c u l a t i q 璐a n de x p e r i m e n t s a n dm ew h o l ep r o c e s si sv e 哆 c o r n p l i c a t i e d i i l t 1 1 i sp 印ad e s i 口m e t i l o do fw i d e b 锄dl a r g en o i e l i i t 妇a t i o nq 眦t 时 e x h a u s tm 川丑e ri so 丘b r e d ，w l l i c hi sa i l i l e da ts j b i o r t e 血gt 1 1 ep r o d u dd e s i g np e r i o dw m l e a c o u s t i ca l t e n u a t i o np e r f 0 n n 锄c eo fm em u m 盯i s 昏煽舭e d s n j d yi i l l i sp a p 凹w 嬲g o i i l g 、析mai n u m e rd e s i 伊渊c c to fo n ei n u m e r m a n 砬t u r e la tf i i 砜a c c o r d i i l gt 0 l ee n l a u s t 讹。仃e r e db yt l l em 锄谢k 棚r e r ，w ed e s i g n e d a 、i d e b 锄dl 鹕en o i e l 油血a l i o nq 岫眦时e ) 【h a u s tm u m e r 谢t l le x p e d c ef 0 彻u l am e t h o 也 w 1 1 i c hs u c c e s s m l l yk e p tt l l ee x h 绷l s tn o i i l lt l l el i l l l i t so f 代l a t e ds t ；m d a r d ，觚d l v e dt l l e o 啦缸c 撕嘣i o np r o b l 锄o fl o wr a d i c a l 疗e q u e n c y m u l t i 叼r d e r s ，l a r g e 锄p l i t u d el o w 姻u e n c yn o i 、 ，i 妇t i i ee 棚n o i n e ) ( t w ec a r r i c do u tn u m e r i c a ls i i i l u l a l i o 璐诵l l e o u s t i cs o m ，a 陀s y s n o i s e 雒a p l a 响m b y 劬p o s i n gi l l l p e i d a i m 咖s f e rm 撕xt 0s 岫u l a t em ep e 墒m t e dn 慨舢舶e r s a c _ o u s t i cp e 响n i l 锄c e ，也en u m e r i c a lm o d e lo fm em u m 盯w 丛m u c hs i i n p l i f i e d 舢s 0w e s n j d i c dm ee 岱珊o fp o r o s 咄s 仃u 曲鹏p 踟e t 粥觚dt e i n p e r a t u 陀p e 墒r a t e dt i l t 圮 m u m e r s 戡d u s t i cp e 而m l 绷悦，锄dt t l ee 位c to fm u t u a li i l f l u e n c e sb c ! t w e 朗t v v oc h 龇n b e 璐 w l 煳伯，0 舱s o n 锄tp e 怕瑚t e dt d b em u 团e 璐w e 他i ns e d e so nt l l em i u 团e r 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统经验公式未能考虑的复杂问题，消声器实测的消声结果与设计预测的消声结果在某些 方面存在偏差。 本课题通过分析某大型天然气发动机排气噪声的特点，结合传统的消声器设计方法 设计了某宽频大消声量排气消声器，成功把排气噪声控制在相关标准的限值之内，解决 了排气噪声中基频低、多谐次、幅值大的低频噪声的消声问题。由于目前的消声器设计 还没有直接成熟的理论，要想设计出一个性能最佳的消声器，必须通过反复计算和试验 才能满足要求，整个设计过程相当复杂【3 l 。本课题在分析消声器实测结果的基础上，利 用传递矩阵法进行参数优化，并用有限元软件对优化结果进行验证，进而探索出利用传 递矩阵法和有限元软件相结合消声器设计的方法。保证在设计出消声效果最佳的消声器 同时，可最大化地缩短产品设计周期。 1 2 国内外研究现状 目前，消声器声学性能的数值计算方法研究已经取得了很大的发展，建立了基于平毒， 面波的一维理论、基于边界元法的二维和基于声学有限元法的三维等数值方法。下面对 这几种方法加以简单介绍。 1 2 1 传递矩阵法 传递矩阵法是平面波理论和声电类比理论结合形成的消声器声学性能的数值计算 方法。早在1 9 2 2 年，美国学者s t e w a n 率先提出声学滤波器理论，并应用该理论来指导 抗性消声器设计【4 】。这种理论只适用于声波波长远远大于消声器的尺寸的低频成分计算。 五十年代后期，i g a 慨s 1 1 i 等人利用声电类比方法提出消声器的基于平面波的传递矩阵理 论【5 】。早期这种理论没有考虑到流速和温度梯度的影响，在没有流速和温度梯度的平面 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 页 波范围内计算结果比较准确。1 9 7 0 年，s u l l i v 龃对存在均匀气流时的消声器传递矩阵进 行了研究【6 】。同一时期，1 1 1 a w a n j 和c r o c k e r 提出了存在气流时的声波传播理论，但仍然 没有考虑到温度梯度的影响【刀。八十年代后期，随着对气流和温度的研究进一步深入， 总结出了考虑气流和温度影响的消声器传递矩阵。同一时期，国内学者们也对消声器的 传递矩阵法进行了大量的科学研究，如赵松龄【8 】等人研究管道结构中存在同轴穿孔管结 构时的声学特性，并着重对穿孔管与主管道垂直交叉时的声学特性作了深入研究，导出 了相应声学结构传递矩阵的精确计算公式。黄其柏【9 】等人着重研究刚性直管的声学特性， 推导了存在非均匀流场的刚性直管的传递矩阵，并成功的应用于扩张室消声器的理论计 算与声学特性分析。 综上所述，目前传递矩阵法发展得非常成熟，考虑到了气流和温度的影响，但是传 递矩阵法的应用还仅局限于平面波范围内，对中高频声学特性的分析还是不够准确。由 于传递矩阵法具有简单方便、实用性强等优点，因而在消声器研究中得到了广泛应用。 1 2 2 边界元法 边界元法e m ) 是七十年代后期发展起来的一门新的数值方法，边界元法与其它数 值方法不同，边界元法只需在区域边界进行离散而不必对内部区域进行具体划分。其明 显的优点是降低了空间维数和减少了处理问题时方程的个数，因而大大减少了工作量。 同时，其缺点也是很明显的，采用边界元法分析时无法得到消声器内部各点的声学量。 因此，边界元法适用于复杂结构的消声器声学性能研究和预测，而不适合消声器内部声 场性能分析。边界元法在这几十年间的得到了极大的发展，国内外学者进行了深入研究， 也取得了一定的成就，1 9 9 4 年s e l 锄“1u j 等人以共振式和扩张式消声器为研究对象，运 用边界元法进行了分析计算，后来有学者将其应用于其他复杂消声器的分析计算，国内 的刘晓玲【1 1 1 2 1 、黎苏【1 3 1 4 l 在边界元方面都有较深的研究。 1 2 3 有限元法 声学有限元法是将声传播途径中的空气域用有限元单元进行离散，根据声波方程， 得到联立代数方程式，通过求解代数方程式得到声传播空气域中的声学特性l l 引。有限元 法跟边界元法相比，由于其可以得到内部任意一点的声学量，特别适合消声器内部声场 的特性分析。同时有限元法能充分考虑温度、流速、结构振动等参数的影响，可以比较 准确的模拟复杂消声器结构的内部声场。有限元法是1 9 6 0 年美国的c l o u g h 提出的，最 早此方法是用于航空工程中飞机结构分析，此后有限元法得到了广泛的应用。g l a d w e l i l 6 j 和g r a g g s 旧等人率先将有限元法应用于声学问题的分析。1 9 7 5 年c m c k e r 和、两u n g l l 卅 首先应用有限元方法来分析消声器元件的消声特性，此方法成功地模拟了声波在不规则 形状空腔中的传播特性，为复杂形状消声器有限元仿真奠定基础。1 9 8 1 年r 0 s s 【1 9 j 采用 有限元法深入研究了穿孔系统的声学特性。1 9 9 7 年，p m r a d 撕c h 和a s e l 锄e t l 2 u j 利用有 限元法分析了扩张室长度对其传递损失的影响，仿真结果与实测结果取得很好的吻合。 近几年来，我国部分高校开展了消声器的研究工作，如山东大学、哈尔滨工程大学、重 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 页 庆大学【2 l 冽等，取得一定研究成果，但跟国外发达国家还是有一定的差距。 计算机的不断更新换代和有限元商业软件的开发和升级，使得数值仿真方法应用更 加方便和成熟，目前，比较成熟的有限元商业软件有美国a n s y s 公司的a n s y s 、美国 g 1 r i 公司的g t p o w e r 和比利时l m s 公司的s y s n o i e s 等。如何使用现成的商业软 件对复杂的消声器结构进行声学特性研究，已经成为目前的研究热点。 虽然消声器的数值计算方法已经发展比较成熟，但研究对象的结构尺寸较小，结构 也较为简单，如汽车进排气消声器等。对于工业生产中使用的宽频大消声量的排气消声 器，由于尺寸较大，结构复杂，工程使用较少，国内外研究较少，目前工程上基本上还 是采用传统的经验公式进行设计【2 j 。 1 3 本文的研究目标及内容 本文首先通过分析某大型天然气发动机的噪声频谱特性，采用传统经验公式的设计 方法，设计了某宽频大消声量的排气消声器。然后针对传统经验公式难以深入分析的复 杂问题，采用数值计算方法进行了探讨，并在此基础上，进行了消声器的参数优化。 本文具体内容包括： ( 1 ) 内燃机排气噪声产生机理以及频谱分析研究。通过查阅资料，了解内燃机排 气噪声特点，通过对排气噪声进行频谱分析，充分掌握该内燃机的排气噪声特性，为消 声器设计奠定声学设计基础。 ( 2 ) 消声器基本消声单元的消声特性研究。通过研究消声器的基本消声器单元的 结构、性能和消声机理，充分掌握消声器各消声单元的消声特性，为消声器的选型奠定 基础。 ( 3 ) 宽频大消声量排气消声器的设计。通过设计某一排气消声器，详细阐述了采 用传统经验公式设计消声器的过程，为提出宽频大消声量排气消声器的设计方法奠定基 础。 ( 4 ) 穿孔管消声器的数值仿真。通过在s y s n o i s e 软件中定义阻尼传递矩阵对穿 孔管消声器进行模拟，同时分析了穿孔率、结构尺寸、温度以及两腔耦合对于穿孔消声 器声学性能的影响。 ( 5 ) 消声器的结构改进。为进一步提高基频噪声的降噪量，采用传递矩阵法对消 声器进行声学性能分析；采用正交试验法，针对影响消声器性能的若干个因素进行参数 优化，并通过有限元法预测改进后的消声器的声学性能。 ( 6 ) 探索宽频大消声量排气消声器的设计方法。 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 页 第二章消声器基本理论 消声器主要用于气流噪声的降低和控制，它可以看作是管道的一部分，通过在内部 采取声学措施后减弱噪声的传输或产生，但允许气流的正常通过l z 。消声器通常安装在 动力机械的进排气口，例如在内燃机的排气口安装一个合适的消声器，一般可以降低内 燃机排气口辐射的噪声2 0 _ 4 0 d b l 2 引。因此，消声器在控制气动噪声上面得到了广泛的应 用。消声器根据消声原理和用途，大致可以分为：阻性消声器、抗性消声器、阻抗复合 式消声器、微穿孔板消声器和扩散消声器i 驯。 2 1 阻性消声器 阻性消声器，是利用多孔吸声材料或吸声结构的吸声作用，使沿管道传播的噪声不 断被吸收而逐渐衰减的装置【3 0 】。多孔吸声材料或吸声结构一般安装在管道的内壁上，或 者按照一定的方式排列在管道中( 如蜂窝式、片式、折板式等) ，当噪声进入阻性消声器 中，便引起阻性消声器内的多孔材料中的空气和纤维的振动，由于摩擦阻力和气流粘滞 阻力的作用，一部分声能在多孔材料的孔隙中摩擦而转化成热能耗散掉，从而达到消 声的目的。从消声机理上看，吸声材料与电学中的电阻类似，因此，人们就把这种 消声器称为阻性消声器。工程中常用的多孔吸声材料有超细玻璃棉、岩棉、泡沫塑 料、多孔吸声砖、工业毛毡等。阻性消声器的优点是能在较宽的中高频范围内消声， 特别是对刺耳的高频声波有突出的消声作用。缺点就是在高温、水蒸气以及对吸声 材料有侵蚀作用的气体中，易堵塞，使用寿命较短，对低频噪声消声较差1 3 。 直管式阻性消声器是最常见的阻性消声器，其结构如图2 1 所示。它的特点是气 流直通、阻力损失小、结构简单。 图 l 直管式阻性消声器+ 直管式阻性消声器的消声量计算公式由一维平面波假设推导而来，公式如下【3 1 】： p 址= 彳二- 三( d b )( 2 1 ) s 式中：一消声器的消声量； 彳一消声系数，与吸声材料的吸声系数a 有关，见表2 1 ： 尸- _ 吸声衬里的通道截面周长； 孓一吸声衬里的通道截面面积； 厶一吸声衬里的通道长度。 西南交通大学硕士研究生学位论文第5 页 表2 1 消声系数与吸声材料的吸声系数a 关系表 a0 0 50 1 00 1 50 2o 30 3 5 0 4 o 4 5o 5o 5 50 6 1 0 彳o 0 5 0 1 l 0 1 7 0 2 40 3 90 4 7 0 5 50 6 40 7 5 0 8 6 1 1 5 阻性消声器的消声量不仅跟吸声材料的吸声系数、消声器吸声衬里的通道截面 周长、消声器吸声衬里的通道截面面积以及消声器吸声衬里的通道长度有关，而且 跟声波的频率有关。直管式消声器的通道截面不宜取得太大，如截面过大，声波在 消声器中的传播便不按平面波形式传播，当声波频率高到一定数值时声波将以窄束 状通过消声器，而很少或者根本不与吸声材料饰面接触，消声器将对它失效。阻性 消声器的上限截止频率可以通过以下公式计算1 3 l j ： 凡- 1 8 5 虽( h z ) ( 2 2 ) 式中，卜声速，i s ；d 一通道截面的当量直径，对于圆截面时为直径，m 。 由于有高频失效频率的存在，在设计阻性消声器需要注意一个问题，即对于小 风量细管道，可以设计成单管的直管式消声器，而对于风量较大的粗管道，则不能 这样设计。对于风量较大的粗管道，一般通过在管道中加吸声片的形式把粗管道变 成若干个小管道组合的结构形式，如蜂窝式、片式、折板式和迷宫式等，这样可以 保证在通道截面较大的情况下也能在中高频范围获得很好的消声效果。 2 2 抗性消声器 抗性消声器与阻性消声器的结构不一样，它里面没有使用多孔吸声材料，而是 通过控制声抗的大小来消声的。抗性消声器利用管道截面的突变或者旁接共振腔， 达到声阻抗的失配，使某些特定频率的声波在声阻抗突变处产生反射或者干涉，从 而降低从消声器向外辐射的声能，以达到消声目的。抗性消声器大多是金属结构， 结构简单，耐高温，由于没有吸声材料，抗性消声器还耐腐蚀，抗潮湿。耐气流冲 击，不易堵塞。缺点是消声频带窄，高频消声性能差。抗性消声器根据结构的不同， 又可以分为扩张式消声器和共振腔消声器1 2 9 1 。 2 2 1 扩张式消声器 扩张式消声器最基本的结构如图2 2 所示，它是由直管和扩张室组成的。扩张式 消声器主要通过突然扩大或缩小通道截面改变管道的声抗来消声的。 l l r 、 l f s 2 il jl 图2 2 最基本的扩张式消声器结构 西南交通大学硕士研究生学位论文第6 页 扩张式消声器的消声量跟扩张室截面积& 和气流通道截面积研以及扩张室长度 ，有关。根据一维平面波理论，单节扩张式消声器的消声量计算公式如下所示【z 刿： 越= 1 0 l g 【1 + ( 所一二) 2 s i n 2 盯】 ( 2 3 ) 式中：耐张式消声器的扩张比，聊= 安： 扛为波数，七：竺：三型； cc l 为扩张室长度。 从式( 2 - 3 ) 可知，扩张式消声器的消声量是肼的周期函数，随着频率厂作周期性 的变化。当材为兰的奇数倍时，即 h = ( 2 刀+ 1 ) 要，( 刀= o ，l ，2 ) 此时s i i l 2 肛l ，消声量达到最大值。 虬= 1 0 l g 【l + 丢伽一去) 2 】 丘= ( 2 刀+ 1 ) 云( 勉) ，( 疗= o l 2 ) ( 2 4 ) ( 2 5 ) ( 2 6 ) 式中址。为扩张式消声器的最大消声量，丘为扩张式消声器的最大消声频率。 当肼为兰的偶数倍时，即 心= 2 ，l 罢：胍，( 刀：o ，1 ，2 ) 2 、7 ( 2 7 ) 此时s i n 2 拈0 ，消声量为0 。 厶n = 2 玎寺= 豸( 舷) ，加= 0 1 ，2 ) ( 2 - 8 ) 式中厶i 为扩张式消声器的通过频率，消声器对这些频率不起消声作用。 为了改善扩张式消声器的消声性能，也就是消除扩张式消声器的通过频率，工 程上一般采用以下两种办法睇刈： ( 1 ) 在扩张式消声器中插入内插管。理论上分析可知，当插入的内插管的长度 等于扩张室长度，的一半时，能消除式( 2 8 ) 中的刀为奇数的通过频率；当插入的内插 管的长度等于扩张窜长度f 的p n q 分之一时，能消除式( 2 8 ) 中的刀为偶数的通过频率。 西南交通大学硕士研究生学位论文第7 页 如果综合两者的话，理论上可以消除所有的通过频率。 ( 2 ) 串联多节不同长度的扩张式消声器。把各节扩张室的长度设计得各不相同， 使得它们的通过频率相互错开，即使第二节扩张式消声器的最大消声频率设计得恰 好为第一节扩张式消声器的通过频率，这样不仅可以提高消声量，还可以消除所有 的通过频率。 扩张式消声器跟阻性消声器一样，也存在高频失效频率，其计算公式如下所示： 丘- 1 2 2 云 ( 2 - 9 ) 式中：c _ 声速，州s ；弘扩张室的当量直径，对于圆截面时为直径，m 。 扩张式消声器不仅有高频失效频率，还存在下限截止频率。把扩张室和连接管 看作是一个集声学元件构成的声振系统，当声波的频率在这个系统的共振频率附近 时，消声器将发生共振，不但不能消声，反而会放大这个声音。扩张式消声器的下 限截止频率可用下面这个公式计算： 斥= 等茜( 勉) ( 2 j o ) 其中，s 为连接管的截面积，m 2 ；y 为扩张室容积，m 3 ；，为连接管的长度，m ；c 为声速，n 1 s 。 2 2 2 共振腔消声器 共振腔消声器最基本的结构如图2 3 所示，它是由管道壁开孔的直管和旁接的封 闭的共振腔构成。当声波的波长比共振腔的尺寸大得多时( 3 倍以上) ，此时共振腔 消声器可以看作是由多个声学单元组成的系统，共振腔内的声波运动可以忽略。声 波在共振腔消声器内传播时，一部分被反射回来，另一部分则分成两个部分，一部 分进入共振腔内，另一部分沿着主通道继续传播。若进入共振腔消声器内的声波频 率在其共振频率附近时，将引起共振腔消声器的共振，空气将在小孔中来回激烈振 动，不断把声能转化为热能，从而达到消声的目的。 v 1 广一 b s 一 图2 - 3 典型共振腔结构 共振腔消声器是利用共振来消声的，其共振频率为【2 9 】： ，= 丢赝 协m 式中，c 为声速，州s ；岛为小孔截面积，m 2 ；y 为共振腔容积，m 3 ；k 为孔径有效 西南交通大学硕士研究生学位论文第8 页 长度，忙，+ 珞，( ，为小孔颈长，如穿孔板，则，为板厚：玖为修正项，对于直径为d 的圆孔，& = o 8 d ) 。 。 实际工程应用中共振腔消声器很少是开一个孔的，大多数管壁上开了很多个孔。工 程上认为当管壁上的孔与孔之间的距离大于5 倍的孔径时，各孔之间的声辐射之间是没 有影响的，此时总的传导率等于各个孔的传导率之和，即g ：邗g ，其中单个的孔的传导 率l 为： g ：量： 至空： ( 2 1 2 ) 4 ( ，+ o 8 d ) 共振腔消声器的声阻值很复杂，在通常情况下，声阻值也很小，因此一般情况下可 以忽略的。当忽略了共振腔消声器声阻时，根据一维平面波理论，共振腔消声器的消声 量计算公式如下所示f 冽： r 2 址引0 1 甜1 + 而考丽】 q 。1 3y u tj t 一1 t | k = 坚：盟( 2 1 4 ) 2 sc s 式中s 为主管道截面积。 从式( 2 1 3 ) 可知，共振腔消声器具有明显的选择性，当声波频率在共振腔共振频率附 近时，消声量会很大，而当声波频率远离共振腔共振频率时，消声量会迅速下降，到了 一定的频率时，消声器基本上没有消声作用了。因此，共振腔消声器适合某些带有峰值 频率的噪声。若噪声中存在多个峰值频率，可以把多个不同共振频率的共振腔消声器串 联起来，如图2 4 所示。 图2 4 多节共振腔消声器 从公式( 2 1 3 ) 和式( 2 1 4 ) 可知，共振腔消声器的消声频率范围跟k 值有关，k 值越大， 共振腔消声器的消声范围越宽。因此要改善共振腔消声器的消声性能，须把共振腔消声 器的k 值设计得比较大。公式( 2 1 3 ) 是用来计算单个频率的消声量的，但噪声通常是宽 频的，实际上通常需要知道的是某个频带的消声量。工程上通常使用倍频程或l 3 倍频 程来划定频带宽度，共振腔消声器在这些频带下的消声量计算公式如下所示： 倍频程 此= 1 0 l g 【l + 2 k 2 】 ( 2 1 5 ) l 3 倍频程业= 1 0 l g 【l + 1 9 足2 】( 2 - 1 6 ) 共振腔消声器跟扩张式消声器一样，也同样存在高频失效频率，其上截止频率计算 公式跟扩张式消声器的是一样的。 西南交通大学硕士研究生学位论文第9 页 2 3 阻抗复合式消声器 阻性消声器的高频消声效果好，低频消声效果不好，而抗性消声器的中低频消声效 果好，高频消声效果不好。对于宽频带的噪声来说，单纯使用其中一种消声器，都不能 取得很好的消声效果。因此，结合阻性消声器和抗性消声器的两者优点，把它们两者组 合在一起来构成阻抗复合式消声器，使消声器的消声性能在一个比较宽的中高频范围都 有比较好的消声效果。阻抗复合式消声器，在工程中是一种很常见的消声器，根据噪声 特点的不同，阻抗复合式消声器有多种组合方式，比如扩张式阻性复合，共振腔- 阻性 复合，扩张式共振腔复合等等。 2 4 微穿孔板消声器 微穿孔板吸声结构是我国著名声学专家马大猷先生在6 0 年代提出来的，由于它具 有良好的吸声效果，得到广大研究人员的关注1 3 2 j 。微穿孔板消声器是在微穿孔板吸声结 构的基础上发展起来的，通过在改变微穿孔板的穿孔率和板后的空气腔的厚度，能够达 到在一个很宽的频率范围内获得良好的消声效果。微穿孔板消声器的消声特性有点像阻 抗复合式消声器，但它不属于阻抗复合式消声器。微穿孔板消声器通过在厚度小于l i i 蚰 的金属板上穿上大量的直径小于l n 蚰的小孔，穿孔率控制在l 5 ，并在金属板后留 有一定的厚度空腔，达到低声质量和高声阻的一种共振吸声结构。因此，微穿孔板消声 器不仅具有阻性消声器的消声特性，又有共振腔消声器的消声特性【3 3 j 。 微穿孔板消声器最常用的形式是单层管式消声器，其结构形式如图2 5 所示，图2 6 是其消声特性曲线示意图，其中口为吸声系数。若单层微穿孔板消声器的消声带宽还不 足于满足要求的话，可以采用两层或者多层微穿孔板组合的消声结构瞰j ，如图2 - 7 所示。 a f 图2 5 单层微穿孔板消声器图2 6 单层微穿孔板消声器消声特性曲线 a f 。 图2 7 双层微穿孔板并联消声器结构的消声曲线 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 0 页 微穿孔板消声器，对于中低频噪声，其消声量计算公式可以采用阻性消声器的消声 量计算公式，即公式( 2 1 ) ；对于高频噪声，其消声量计算公式可以采用以下公式进行计 算【3 5 】： 兕= 7 5 3 4 l g ， ( 2 1 7 ) 式中，为气流速度，n 以；适用的范围2 0 1 2 0n 以。 2 5 扩散消声器 扩散消声器是专门用来控制喷注噪声的。它不像其它消声器，在噪声传播的途径中 通过吸声、共振或者反射进行消声，而是在排气口上减少声源的辐射来降低噪声l 冽。扩 散消声器，它是从声源上降低噪声的，利用穿孔板或者多孔性材料把喷注气流分为大量 的小喷注，并使小喷注汇合后形成大面积、低速度的喷注，这样，产生的噪声可大为降 低。扩散消声器按原理来分，主要有小孔喷注消声器、节流降压消声器、多孔扩散消声 器和引射掺冷消声器等。 2 6 消声器的评价指标 一台消声器的好坏，评价指标有很多，常用的有以下三个：声学性能指标，空气动 力性能指标和机械性能指标。 2 6 1 声学性能 消声器的声学性能包括消声器的消声量大小和消声的频率宽度，其评价参数用的比 较多是消声器的插入损失和传递损失。 插入损失是指在安装消声器前后某点的声压级之差【2 9 l 。插入损失的计算公式为： p 尼= 厶l 一厶2 = 2 0 l g 詈 ( 2 1 8 ) 1 2 式中，p l 、工皿为安装消声器前后某测点的a ( c ) 计权声压级，单位d b ： 尸l ，尸2 为 安装消声器前后某测点的声压，单位p a 。插入损失能够评价消声器整体的消声效果，而 且实验测量比较简单，在实际工程中得到了广泛应用。但由于插入损失不仅跟消声器结 构有关，而且还与声源阻抗、尾管辐射阻抗有关，这两者都和环境相关，致使插入损失 的计算相当困难，所以理论研究一般不使用插入损失。 传递损失1 2 9 l 是指消声器进出气口噪声声功率级之差，它反映了消声器的隔声性能， 即 形 兕= 1 0 l g 号= 一k ( 2 1 9 ) 。 ”i ”2 、7 ”2 式中，隅、为消声器入口和出口的声功率，单位瓦；们、三耽为消声器入口和出口 的声功率级，单位d b 。传递损失反映的是消声器自身的消声特性，它不受外界因素的影 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 1 页 响，只与消声器自身的结构相关，而且理论计算也比较简单，因此在理论研究中应用较 广，但由于在实测中需要得到消声器进口的入射声波和出口的透射声波，而且实验装置 和处理方法较为复杂，因此在实际工程中应用较少。 2 6 2 空气动力性能 消声器的空气动力性能指的是消声器内气流阻力的大小，它是评价消声器好坏的另 一个重要的指标【3 6 】。有些消声器可能消声性能特别好，但消声器内部气流流通不顺畅， 导致设备功率损失过大，影响设备的正常运转。空气动力性能通常用阻力损失来衡量。 阻力损失是指气流流过消声器时，在消声器出口端的流体静压比进口端降低的数值。阻 力损失根据产生的原理不同，可以分为两大类：摩擦阻力损失和局部阻力损失。 ( i ) 摩擦阻力损失 摩擦阻力损失是指气流与消声器各壁面之间由于摩擦而产生的阻力损失，计算公式 为： h ，：a 三尘( m m h 2 0 ) ( 2 2 0 ) “ d 2 9 式中，五为摩擦阻力系数( 需要查表) ；，为消声器的长度，m ；d 为消声器的通道截面的 等效直径，m ；户为气体密度，k g m 3 ；，为气流速度，i i l s ：g 为重力加速度( 一般情况 取9 8 删，s 2 ) 。 ( 2 ) 局部阻力损失 局部阻力损失是指气流在消声器内的结构突变处，如截面扩张收缩、折弯或者遇到 障碍物等产生的阻力损失，计算公式为： 啦= 芒( m i i l h 2 0 ) ( 2 - 2 1 ) g 式中，亡为局部阻力系数( 需要查表) 。 消声器总的阻力损失，等于摩擦阻力损失和局部阻力损失之和，即 世= 嵋+ 崛 ( 2 - 2 2 ) 2 6 3 结构性能 内燃机的排气温度一般很高，排气消声器一般工作在高温、强气流冲击的恶劣环境 中，因此不仅需要有良好的声学性能和空气动力学性能，还应具备良好的机械性能。排 气消声器的机械性能一般包括以下几个方面： ( 1 ) 耐高温、耐腐蚀和耐气流冲击； ( 2 ) 结构强度高，使用寿命长； ( 3 ) 结构简单，易加工，成本低： ( 4 ) 外形美观，体积小，重量轻。 。 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 2 页 2 7 内燃机排气噪声的特点 内燃机排气噪声是指内燃机周期性排放高压高温废气，使周围空气的压强和密度不 断受到扰动而产生的噪声。内燃机排气噪声主要包括以下几种成分口7 弓胡： ( 1 ) 周期性排气引起的基频噪声和谐波噪声 内燃机的排气基频噪声和谐波噪声是由于内燃机在周期性的排气过程中，排气门不 断的开启和关闭，在排气管中形成连续的脉冲压力变化，从而激起的噪声。内燃机排气 噪声的基频噪声是典型的低频噪声，它跟内燃机的发火频率是一样的，谐波噪声的频率 跟基频噪声频率成倍数关系。基频噪声的频率为： ，：= 旦 ( 2 2 3 ) 3 听 式中，f 汽缸数；以为内燃机转速，舳：f 为冲程数，四冲程为4 ，二冲程为2 。 ( 2 ) 排气管内的气注共振噪声 气注共振噪声是指把排气管道内的空气看成一端封闭的系统，系统具有共振频率， 在周期性排气噪声的冲击下，排气管内气体共振而产生的噪声。共振频率为： 左= ( 2 疗- 1 ) 寺 ( 2 2 4 ) 式中，萨1 ，2 ，3 ；c 为声速，n 以；i 为排气管长度，m 。 ( 3 ) 亥姆赫兹共振噪声 亥姆赫兹共振噪声主要是针对单缸机，在排气门开启时，气缸与排气管是相通的， 此时可以把气缸看作是一个亥姆赫兹共振器，由于共振激发出噪声。共振频率为： 正= 丢扁焉 式中，c 为声速，l 以；，为排气管长度， m 2 ；y 为气缸工作容积，m 3 。 ( 2 2 5 ) m ；，为排气管半径，m ；s 为排气管截面积， ， ( 4 ) 涡流噪声 涡流噪声指的是高速气流流经排气门以及排气管道时激起的高频噪声。涡流噪声的 频率一般在1 0 0 0 h z 以上，并且随着流速的增加，频率显著增加。涡流噪声频率计算公 式为： ， 石= 等 ， ，；一 ( 2 2 6 ) 式中，s 为斯特劳哈尔数；“为气流流通截面的速度，n 怕；d 为气流通道直径，m 。 2 8 本章小结 本章首先介绍了消声器的种类，并详细地讨论了各种消声器的消声机理和消声特 性，以及它们各种的优缺点；然后说明了消声器的评价标准以及衡量这些标准的评价参 数，最后阐述了内燃机排气噪声的产生机理以及频谱特性。 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 3 页 第三章大型排气消声器设计 3 1 消声器设计要求 某大型国有企业某下属单位的天然气发动机原配消声器，长期难以达到低频噪声小 于l o o d b ，a 声级小于7 5 d b a 的降噪要求。随着我国噪声排放标准的日趋严格和居民环 保意识的增强，该型消声器己不能继续使用。天然气发动机排气噪声过大，严重影响工 作人员和周围居民的正常工作和休息，因此需要研制新排气消声器，该排气消声器需要 满足以下几个要求： ( 1 ) 消声性能要好。其a 声级、1 3 倍频程噪声、基频带噪声等指标是考察的重点， 由低频噪声带来的振动减小应表现明显。 ( 2 ) 空气动力性能要好。在满足降噪功能的基础上，新产品背压要尽量低，最大 不能超过1 2 7m m h 2 0 。 ( 3 ) 新产品重量要轻，应方便运输和安装，最好能做到整体安装。 ( 4 ) 控制成本，降低价格。 ( 5 ) 消声器表面油漆平整、光亮、耐高温。 ( 6 ) 具体的一些主要考察指标见表3 1 。 表3 1 新消声器评价指标 评价指标要求参考标准 空气 机组排气背压( m i n h 2 0 )s 1 2 7 m m h 2 0 压缩机组生产厂家提供 动力标准值 性能 消声器排气a夕5 d b a厂家要求 声级噪声d b ( a ) 声 学 消声器插入损失( d b )5 d b a厂家要求 性 能 消声器基频带噪声d bs 1 0 0d b排气噪声基频 厂界环境噪声d b ( a ) 在现场测试条件下， g bl2 3 4 8 2 0 0 8 工业企 达到2 类标准： 业厂界环境噪声排放标准 鲫d b ( a ) ( 昼间) 、 od b ( a ) ( 夜间) 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 4 页 通过以上厂家对新消声器的要求可以看出，厂家比较看重消声器的声学性能，不仅 是新消声器的排气口的噪声值，还是消声器的插入损失值，都比原消声器有比较大的变 化。同时厂家把消声器的基频噪声值也列为这次评价的重点考察指标，此次排气噪声的 基频噪声频率很低，大概在1 2 5 h z 左右，属于次声波的范围，工程中对这种很低频的降 噪成本很高，因此设计的难度较大。 厂家专门组织人员在现场对未安装消声器机组进行了排气噪声的测试，厂家的测试 数据如表3 2 和图3 1 所示。 表3 2 机组无消声器排气口1 ，3 倍频程噪声 各l ，3 倍频带的转速( r m i n ) 中心频率( h z )3 6 53 7 53 8 04 0 0 1 2 51 1 9 61 1 8 31 2 1 51 1 9 8 1 61 1 0 91 1 3 51 1 0 81 1 3 0 2 01 1 5 41 1 6 11 1 6 81 1 4 5 2 51 1 8 o1 2 0 01 1 3 21 2 2 2 3 21 1 5 81 1 7 31 1 5 o1 1 9 2 4 01 2 0 81 2 1 61 2 1 41 2 1 8 5 01 2 3 91 2 4 6】2 3 61 2 6 2 6 31 2 6 31 2 6 81 2 5 91 2 7 9 8 0 1 2 3 31 2 4 91 2 3 51